加热炉装料机设计说明书(25页).docx

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1、-加热炉装料机设计说明书-第 24 页一、设计任务书1、 设计题目加热炉装料机2、 设计要求（1）装料机用于向加热炉内送料，由电动机驱动，室内工作，通过传动装置使装料机推杆作往复移动，将物料送入加热炉内。（2）生产批量为5台。（3）动力源为三相交流电380/220V，电机单向转动，载荷较平稳。（4）使用期限为10年，每年工作300天，大修期为三年，双班制工作。（5）生产厂具有加工7、8级精度齿轮、蜗轮的能力。加热炉装料机设计参考图如图 1电动机 2联轴器 3蜗杆副 4齿轮 5连杆 6装料推板3、 技术数据推杆行程240mm,推杆所需推力7200N,推杆工作周期2.3s.4、 设计任务（1）完成

2、加热炉装料机总体方案设计和论证，绘制总体原理方案图。（2）完成主要传动部分的结构设计。（3）完成装配图一张（用A0或A1图纸），零件图2张。（4）编写设计说明书1份。二、总体方案设计1、 传动方案的拟定根据设计任务书，该传动方案的设计分成原动机、传动机构和执行机构三部分。（1）原动机的选择设计要求：动力源为三相交流电380/220v，故原动机选用电动机。（2）传动机构的选择电动机输出转速较高，并且输出不稳定。总传动比较大，轴所受到的弯扭矩较大，所以初步决定采用二级蜗杆圆柱斜齿轮减速器，以实现在满足传动比要求的同时拥有较高的效率，和比较紧凑的结构，同时封闭的结构有利于在粉尘较大的环境下工作。简图

3、如下：根据设计，电动机通过联轴器，将功率传到蜗轮蜗杆机构中，再通过与蜗轮同轴的一个小齿轮，再与一个直齿圆柱齿轮相连，达到减速目的，最后通过输出轴与执行机构相连接。如图所示：A:为蜗轮蜗杆机构，B为直齿圆柱齿轮机构。（3）执行机构的选择加热炉装料机应实现往复直线运动，所以应将电动机旋转运动转换为往复运动，连杆机构，凸轮机构，齿轮齿条机构均可。凸轮机构虽然能较容易获得理想的运动规律,但要使执行滑块达到250mm的行程,并保证工作时处于较小的压力角范围,凸轮的径向尺寸较大,此外凸轮与从动件为高副接触,不宜用于低速重载。并且齿轮齿条机构加工复杂，成本都较高。所以选择连杆机构。设计的执行机构（连杆机构）

4、如上图 设急回系数k=2 ,依次定出如下杆长： AB=250mm，CD=50mm，AD=100mm，BE=70mm, DG=150mm当机构运动到位置E、F时得到最大压力角满足要求。当机构运动到与水平面平行时得到最小压力角故压力较小率为 综合来看此种执行机构与所选的传动机构联合起来具有大传动比、急回特性、传动效率高等优点。2、 原动机选择（1）电机选择 选择电动机类型按工作条件和要求，选用Y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步卧式电动机，电压380v。 选择电动机容量 电动机所需工作功率为： Pd=Pw总工作机所需的工作功率:Pw=FV=FS2t3=720024010-322.233=1.162Kw

5、传动总效率计算：传动种类及工作状态效率个数圆柱齿轮传动油润滑8级精度齿轮0.971蜗杆传动油润滑24头蜗杆0.801联轴器齿式联轴器0.991滚动轴承球轴承0.99（一对）3滑动轴承一般正常润滑0.97（一对）5压力角0.901滑块0.881总效率总=123435567=0.494所以总功率Pd =Pw总=1.1620.494Kw=2.28Kw故选定额定功率为3Kw的电机，型号为Y-100L2-4.（2）分配传动比 计算总传动比nW=602.23 r/min=26.09r/mini总=nMnW=1420 r/min26.09 r/min =54.4 分配减速器的各级传动比 取蜗轮蜗杆的传动比为

6、17，则齿轮传动比为i2=i总17= 3.23、 运动和动力参数计算 对于轴（电动机轴）:PI=Pd=2.28Kw, nI=1420 r/minT=95502.281420NM=15.33Nm对于轴（蜗杆轴）：PII=PI3=2.280.99Kw=2.26Kw nII=1420 r/minTII=95502.281420Nm=15.18Nm对于轴（蜗轮齿轮轴）：PIII=PII24=2.260.990.80Kw=1.79KwnIII=nIIi1=142017 r/min=83.5r/minTIII=95501.7983.5Nm=204.71Nm对于IV轴（大齿轮轴）PIV=PIII14=1.7

7、90.970.99Kw=1.69KwnIV=nIIIi2=83.53.2 r/min=26.1r/minTIV=95501.6926.1Nm=618.37Nm 运动参数核动力参数的结果加以汇总，列出参数表如下:轴名功率P / kW转矩T /Nm转速nr/min传动比i效率输入输出输入输出电机轴2.2815.33142010.99蜗杆轴2.262.2315.1815.02142010.99蜗轮齿轮轴1.791.77204.71202.6683.5170.80大齿轮轴1.691.481026.8821016.61313.9522.460.97三、传动零件的设计1、 蜗轮蜗杆的设计计算项目计算内容计

8、算结果1选择传动精度等级，材料确定精度考虑传动功率不大，转速也不是很高，精度等级为8级，选用ZA型蜗杆传动，蜗杆用45号钢淬火，表面硬度4550HRC，蜗轮轮缘材料用ZCuSn10P1砂模铸造。2确定蜗杆，涡轮齿数传动比取蜗轮转速为：3.确定涡轮许用接触应力蜗杆材料为锡青铜，则, , 4.接触强度设计 载荷系数蜗轮转矩：估取蜗杆传动效率=0.8；T2=204.7Nm。则m2d115000123.283421.1204.7=4400mm3.选用m2d1=5376mm3。传动基本尺寸为m=8mm,d1=80mm,q=105.主要几何尺寸计算涡轮分度圆直径：蜗杆导程角 6.计算涡轮的圆周速度和传动效

9、率涡轮圆周速度齿面相对滑动速度Vs=V1cos=d1n1601000cos11.3=6.0ms查出当量摩擦角 搅油效率滚动轴承效率 与估取值近似7.校核接触强度查得弹性系数，使用系数 取动载荷系数载荷分布系数8.轮齿弯曲强度校核确定许用弯曲应力查出查出弯曲强度寿命系数确定涡轮的复合齿形系数涡轮当量齿数涡轮无变位查得导程角 9.蜗杆轴刚度验算蜗杆所受圆周力蜗杆所受径向力蜗杆两支撑间距离L取考虑到实际装配，取L=350mm蜗杆危险及面惯性矩许用最大变形10.蜗杆传动热平衡计算蜗杆传动效率导热率取为）K工作环境温度 传动装置散热的计算面积为2、 直齿圆柱齿轮的设计计算项目计算内容计算结果1选择材料和

10、精度等级考虑到主动轮轮速不是很高，故采用选用软尺面值齿轮，小齿轮用40Cr，调质处理，硬度241HB286HB，平均取260HB，大齿轮用45钢，调质处理，硬度为229HB286HB，平均取240HB。8级精度。2、初步计算小齿轮直径因为采用闭式软齿面传动,按齿面接触强度初步估算小齿轮分度圆直径,由附录A表由表A1取，动载荷系数， 转矩，查取接触疲劳极限 取3、确定基本参数圆周速度精度等级取8级精度合理初取，则Z2=Z1i=273.2=86.4, 取Z2=87确定模数m=d1z1=85mm27=3.148mm,查表取标准值m=3mm。确定齿数z1=d1m=85mm3mm=28.333，取z1=

11、28，则z2=iz1=3.228=89.66。z1与z2互质所以取z2=89。校核传动比误差：8级精度合理取传动比误差为0.67%，满足要求4、校齿核面接触疲劳强度1计算齿面接触应力H节点区域系数:查图27-16非变位斜齿轮弹性系数:查表27.11端面重合度 =1.735 螺旋角系数 KAFtb=1.5481690=80.2N/mm计算许用接触应力总工作时间接触寿命系数由图27-23查出 （单向运转取）齿面工作硬化系数接触强度尺寸系数由表27.15按调质钢查润滑油膜影响系数取为由表27.14取最小安全系数许用接触应力:3验算: 接触疲劳强度较为合适,齿轮尺寸无须调整5、确定主要传动尺寸小齿轮直

12、径大齿轮直径齿宽 , 6、齿根弯曲疲劳强度验算1计算尺根弯曲应力, , 齿根弯曲应力:2计算许用弯曲应力由式27.17试验齿轮的齿根弯曲疲劳极限查图27-24c ，另外取由图27-26确定尺寸系数=由表27.14查最小安全系数3弯曲疲劳强度验算= 合格7、静强度校核静强度校核,因传动无严重过载,故不作静强度校核3、 轴的设计和校核计算（1）蜗杆轴计算项目计算内容计算结果1选择材料，热处理45钢,正火,硬度为HB=170-217。2按扭转强度估算轴径查表得，当轴材料为45钢时可取C=112，根据与联轴器端连接的尺寸，按联轴器的标准系列，取其直径d=25mm，轴孔长度。d=25mm,L=62mm3

13、初定轴的结构将支撑布置成两端固定式结构，轴承初选圆锥滚子轴承32207（一对），D=72mm,d=35mm,B=23mm深沟球轴承6007（一对），D=62，d=35，B=144轴的空间受力输入轴转矩蜗杆受圆周力径向力轴向力 Fa1=2T2d2=1913N 5.求支反力，并绘出水平面和垂直面的弯矩图及合成弯矩图（1）垂直面Mvc=789120=84680 Nmm水平面6、计算并绘制转矩图7、求当量弯矩,绘制当量弯矩图转矩按脉动循环考虑，取危险截面处当量弯矩：合格AFa1Fr1Ft1FAZFAYFAXFBZFBYFBXB95120空间受力图MZ垂直面弯矩图ABMZ水平面弯矩图ABMX合成弯矩图B

14、AT1转矩图ABMC当量弯矩图BA（2）小齿轮轴计算项目计算内容计算结果1、选择材料、热处理45钢，调质，硬度HB=217-2552、按扭转强度初估轴径查表得，当轴材料为45钢时可取C=112，,取3、初定轴的结构轴承6308（一对），D=90mm,d=40mm,B=23mm4、轴的空间受力分析涡轮受力与蜗杆受力大小相等，方向相反涡轮上 轴向力 径向力 圆周力小齿轮上 径向力 圆周力5.求支反力，并绘出水平面和垂直面的弯矩图及合成弯矩图（1）垂直面水平面MVC1=172739Nmm6、计算并绘制转矩图7、求当量弯矩M,绘制当量弯矩图转矩按脉动循环考虑，取危险截面处当量弯矩：合格Fa2Fr2Ft

15、2FAZFAYFAXFBZFBYFBXB6690空间受力图Ft3Fr3258MZ垂直面弯矩图ABMX水平面弯矩图ABMX合成弯矩图BAT1转矩图ABMC当量弯矩图BA（3）大齿轮轴计算项目计算内容计算结果1、选择材料、热处理45钢，正火，硬度HB=170-2172、按扭转强度初估轴径查表得，当轴材料为45钢时可取C=106，,取3初定轴结构轴承6009（一对），D=90mm，d=45mm，B=20mm4、轴的空间受力分析大齿轮轴 圆周力径向力5.求支反力，并绘出水平面和垂直面的弯矩图及合成弯矩图（1）垂直面水平面6、计算并绘制转矩图8、求当量弯矩,绘制当量弯矩图转矩按脉动循环考虑，取危险截面处

16、当量弯矩：合格Fr1Ft1FAZFAYFAXFBZFBYFBXB80180空间受力图MZ垂直面弯矩图ABMZ水平面弯矩图ABMZ合成弯矩图ABT1转矩图ABMC当量弯矩图BA4、轴承的设计和校核计算（1）蜗杆轴轴承轴向固定结构为一端固定，一端游动，固定端为圆锥滚子轴承32207（一对），游动端为深沟球轴承6007。计算项目计算内容计算结果1、轴承主要性能参数查手册32207轴承主要性能参数如下：；Cr31.71Cr=120555NCor3=2C03r=171800N查手册6007轴承主要性能参数如下：Cr6=16200N；Cor6=10500N2、轴承受力情况Fr1=FAH+FAV=1033N

17、Fr2=FBH+FBV=998NFA=1913NFS=FrY，Y=1.6FS1=646N，方向向右FS2=624N，方向向左故：Fa1=FS1+FA=2559N Fa2=03、X、Y值e3=0.37轴承一：Fa1Fr1=2,45e3轴承二：Fa21Fr2=017280hL10h1=50211h17280h寿命合格7、结论所选轴承能满足寿命、静载荷与许用转速的要求。（2）小齿轮轴轴承深沟球轴承6308（一对）计算项目计算内容计算结果1、轴承主要性能参数查表得轴承6308的主要性能参数如下：2、轴承受力情况3、X、Y值X1=X2=0.56Y1=Y2=2.44、冲击载荷系数5、当量动载荷P=fd(X

18、Fr+YFa)6、轴承寿命（球轴承）17280h，寿命合格7、结论所选轴承能满足寿命、静载荷与许用转速的要求。（3）大齿轮轴轴承深沟球球轴承6009(一对)计算项目计算内容计算结果1、轴承主要性能参数查手册6009轴承主要性能参数如下：；2、轴承受力情况Fr1=FAH2+FAV2=14002+5092=1489NFr2=FBH2+FBV2=31492+11462=3351NFA=0N3、X、Y值 4、冲击载荷系数5、当量动载荷6、轴承寿命（球轴承）17280h，寿命合格7、结论所选轴承能满足寿命、静载荷与许用转速的要求。5、 键连接设计计算键的选择主要考虑所传递的扭矩的大小，轴上零件是否需要沿

19、轴向移动，零件的对中要求等等。（1） 蜗轮键材料选45钢，则p=120150Mpa键的选择和参数选用普通平键圆头A型。根据轴径d=45mm,选平键剖面尺寸b=14mm,h=9mm,根据轮毂长90mm,选择标准键长L=70mm转矩接触长度=56mm校核强度故满足要求（2） 蜗杆轴键材料选45钢，则p=120150MPa键的选择和参数与联轴器相联接，为静联接，选用普通平键，圆头。由手册查得d=25mm时，应选用,选择标准键长L=45mm 转 矩接触长度校核强度故满足要求（3）大齿轮键材料选45钢，则p=120150MPa键的选择和参数选用普通平键圆头A型。根据轴径d=60mm,选平键剖面尺寸b=1

20、6mm,h=10mm,选择标准键长L=80mm转矩接触长度校核强度故满足要求6、联轴器的选择（1）输入轴选择Y型联轴器，轴孔长度52mm。（2）输出轴选择Y型联轴器，轴孔长度82mm。四、减速器箱体及附件的设计1、箱体设计计算项目计算内容计算结果箱座厚度=0.04a+38取=10mm箱盖厚度1=0.858取=9mm箱座突缘厚度b=1.5取b=15mm箱盖突缘厚度b1=1.51取b1=14mm箱座底突缘厚度b2=2.5取b2=25mm地角螺钉直径df=0.036a+12取df=19mm地角螺钉数目n取n=4轴承旁连接螺钉直径d1=0.75df取d1=15mm机盖与机座连接螺栓直径d2=(0.50

21、.6)df取d2=10mm连接螺栓d2的间距l=150200取l=150mm轴承端盖螺钉直径d3=(0.40.5)df取d3=8mm窥视孔盖螺钉直径d4=0.30.4df取d4=6mm定位销直径d=(0.70.8)d2取d=7凸缘扳手空间与凸缘宽度dx c1min c2mindx=16mm,c1min=22mm,c2min=20mm轴承旁凸台半径R1=c2取R1=20mm凸台高度h根据d1位置及轴承座外径确定，以便于扳手操作为准取h=45mm外箱壁至轴承座断面距离l1=c1+c2+(58)取l1=48mm大齿轮顶圆与内机壁距离11.2取1=15mm齿轮端面与内壁距离2取2=12mm轴承端盖外径

22、D2=D+(55.5)d3依轴承而定轴承端盖突缘厚度t=(11.2)d3取t=9mm机盖肋厚m10.851取m1=8mm机座肋厚m=0.85取m=10mm2、润滑和密封形式的选择，润滑油和润滑脂的选择1. 齿轮、蜗杆及蜗轮的润滑在减速器中，蜗杆采用浸油润滑。浸油深度一般要求浸没蜗杆螺纹高度，但不高于蜗杆轴承最低一个滚动体中心高；为保证大齿轮和小齿轮啮合之间的有足够的油润滑，故在蜗杆轴上安装一个甩油环。2. 滚动轴承的润滑考虑到轴承的速度因数，所有轴承均选择油润滑，在箱座上设有输油沟，轴承盖上开有相应的槽。3. 密封形式的选择为防止机体内润滑剂外泄和外部杂质进入机体内部影响机体工作，在构成机体的

23、各零件间，如箱盖与箱座间、及外伸轴的输出、输入轴与轴承盖间，需设置不同形式的密封装置。本设计中，输入轴与轴承盖间，采用橡胶油封，因为橡胶油封适用于较高的工作速度。输出轴与轴承盖间采用毡圈油封，因为毡圈油封适用于脂润滑及转速不高的油润滑。3、技术要求1.螺钉、螺栓和螺母紧固时，严禁打击或使用不合适的旋具和扳手。紧固后螺钉槽、螺母和螺钉、螺栓头部不得损坏。2.装配过程中零件不允许磕、碰、划伤和锈蚀。3.零件在装配前必须清理和清洗干净，不得有毛刺、飞边、氧化皮、锈蚀、切屑、油污、着色剂和灰尘等。五、参考资料1、王之栎、王大康编著 机械设计综合课程设计 机械工业出版社。2、王之栎、马纲、陈心颐主编 机械设计 北京航空航天大学出版社